平面包蝸輪副主要失效形式為磨損和膠合，因此。蝸輪副在傳動過程潤滑狀況的好壞對其使用壽命承載能力有著重要影響。在傳統蝸輪副設計過程中，往往首先依據中心距和承載的需要來推算出蝸輪的端面模數力角及主傾角等參數。再以接觸強度根切等約束對上述參數作校核。由這設訃過，得出的蝸輪副山于沒德潤泔狀況作為優先考慮因素，所以往往沒有充分發揮平面包蝸輪副易形成彈流動壓潤滑的優勢。本文在分析平面1蝸輪副形成彈流動壓潤滑機理的叢礎，提出以實現平面包蝸輪副傳動中產生彈流動壓潤滑為首選目標，并由此推導蝸輪模數主傾角和基圓半徑等卞參數，終完成蝸輪副設計的新恐路2平面包蝸輪副彈流動壓潤滑的機理對于平面包蝸輪副而言，它在傳動中不僅潤滑角較大，而且每瞬時都是雙線接觸，在剛進入噴合時，兩條接觸線相互分離。隨著嚙合的進行，兩條接觸線相互靠近。在定的嚙合時刻，兩條接觸線，蝸輪齒面齒頂端相么在兩齒面間形成半封閉的油腔。隨著嚙合的繼續進行，兩接觸線不斷靠油腔的體積不斷縮小，在油腔內產生擠壓效應，將其內的潤滑油從油膜的開口處擠出。因而在嚙合的廠；期，齒面間潤泔油，的形成是擠壓效應和卷汲效應共作的鉆果。，文獻2對蝸輪齒面潤譚昕張仲甫承載能力之和大。左給出了在種工況下的載荷曲線。其中曲線1是在擠壓效應和卷汲效應耦合作用下的載荷曲線；曲線2坫在純卷汲效應作1的載荷曲線；曲線3是在純擠壓效應作1的載荷線。

　　3中心膜厚隨轉角的變化規律清華大學溫詩鑄教授根據化山粘壓關系和復合迭代解法。得出中心膜厚公式史獻根據上述計算公式提出了基于離散分析的膜厚近似計算公式1艮據該計算公式分析蝸輪齒面上，厚隨鈐角的變化規律，可得到2的膜厚轉角曲線。

　　從4可以看出每個蝸輪輪齒在剛進入噴合時，潤滑情況并不好，這是因為蝸輪的兩條接觸線還長相交，蝸輪齒面上尚未形成半封閉油腔；隨希嚙合的繼續迸行，封閉油腔形成，擠壓效應和卷汲效應耦合作用，齒面間的油膜厚度開始顯著增加；在嚙合的最后階段，由于半封閉油腔強有力的擠壓卷汲混合效應，齒面間的潤滑情況變得較為理想。

　　4優化模型的建立滑狀況作了近似數值計算，并指出擠壓效應和卷汲利的潤滑狀況發生在嚙合剛剛開始的時候，即半封閉汕腔尚未形成之苦能保證嚙合剛開始時的彈流油膜厚度，則嚙合后期的潤滑狀況都能得到保證。

　　4.1優化目標由摩擦理論可知構成高副傳動的機械零件，其接觸面間的摩擦形式有利1邊界摩擦；混合摩擦液體摩擦液休潤滑。

　　這種摩擦的狀態可膜厚比入來描述1 12為零件的彈性模量；7172為零件的泊桑比。

　　J為接觸點處的誘導法曲率半徑12為接觸點處的綜合曲率半W，作用在單位齒寬上的載荷Ncm從道森公式可以看出，該式包含了評價共軛齒面嚙合性能的兩個重要指標，即誘導法曲率半徑和潤滑油卷汲速度誘法曲率半徑越大，接觸應力越小，齒面承載能力越高；潤滑油卷汲速度越大，越容易形成動力潤滑油膜。齒面越不易磨損和膠合。且當潤滑汕和蝸輪副的材料確定之最小油膜厚度主要受接觸點處綜合曲率半徑和卷汲速度的影響，而載荷的影響不大。因此在潤滑性能優化設計中，可將此式作為目標函數。

　　4.2設計變量在平面包蝸輪副嚙合過程中，隨著轉角的變化。好瞬時蝸輪副齒面間的卷汲速度都是不同的。

　　A兩粗糙面間的，小公稱油膜厚度。，Rui`Rui分別為兩面的輪廓算術平均偏在蝸輪副兩構件的面粗糙度定的情況下，潤滑狀態的好壞完全取決于接觸面間潤滑油膜的以度由此，我們可以把優化目標定為使蝸輪副接觸面間最小潤滑油膜厚度為最大，即根據彈性流體動壓潤滑理論，對于初始線接觸潤滑油的動力粘度系數，2；由于優化對象是每對齒在剛進入嚙合時齒面間的潤滑油膜。所以在這里只討論蝸輪齒在初始嚙合時設蝸桿齒面嚙合點回轉半徑為，蝸輪齒面哨合點回轉半徑為由3可知必分別為蝸桿。蝸輪的計算圓直徑，辦為蝸輪副基圓直徑。，點為每對蝸輪齒的初始嚙入點，5點為計算圓節點。9.為蝸桿工作半角，亦即哨入點尸的起始角。設過點作蝸桿軸線的垂線。

　　垂足為，點。則蝸輪副在嚙合起始時齒面間的卷汲速度為在上述公式中，由于中心距7齒數22轉速出按照實際工況確定，在計算中看作常量，所以卷汲速度實際上是所和0的函數。

　　422綜合曲率半徑以兩共軛曲面的綜合曲率半徑，=在平面包蝸輪副理論中。嚙合點處的綜合曲！面公式中的各個參數的具體計算方法在文獻1中有較詳盡的介紹，設蝸桿轉角為平蝸輪轉角為。由于蝸桿每轉過蝸輪轉過；4所以若戶點的起始轉角為則蝸輪上每齒進入哨合時蝸桿轉角甲1=及。相應地甲2其中，=1為嚙合點在第動坐標系中的坐標值。，2=2.3為主基圓傾角。在實際計算當中。

　　由于蝸輪每次都從3點開始進入嚙合，因而戶點的坐標值可看作常量。由此可得。綜合曲率半徑實際上是主基圓傾角0和主基圓半徑76的函數。

　　總結以上分析可知。最小油膜厚度，是主基圓傾角主基圓半徑和端面模數吼的函數，因此，選擇這兩個參數為優化計算中的設計變量。艮口4.3約束條件4.3.1蝸桿齒頂，尖約束為保證滾刀的正常切削，必須使滾刀邊刃頂厚其中叫為端面模數；凡1為滾刀齒頂圓弧半徑；心為蝸桿分度圓齒厚；為蝸輪齒數；9決定滾刀邊刃位置的角度。，4分別為蝸桿分度圓齒根圓壓力角。

　　4.3.2蝸桿非嚙合區及根切約束避免非嚙合區及根切的條件可為其中為蝸輪副中心距。為主基圓半徑。；為傳動比為蝸桿齒根圓弧半徑。

　　4.3.3蝸輪副齒面接觸強度約束蝸輪副齒面接觸強度約束為其中廠為哉荷系現為作用在蝸輪上的忉矩。入為蝸桿螺旋線升角。般1在525之間，為蝸輪副壓力角。

　　44數學模型的求解方法本模型是個單優化目標函數兩個設計變量個約束條件的優化模型，運用外點罰出優化算法外3可玟得較好優化結果；13偏，5 3軟件包含個內容豐富的優化工具箱，調用該工具箱中算法子程序包可計算本優化模型5優化設計例設計某軋鋼機壓〃裝，上的平而包蝸輪副，已知條件輸入功宰=乩。蝸桿轉違；1材料為200，經滲碳淬火處理。面硬度=5蝸輪村料21855氕錫鋅鉛。金屬校鑄造1該型減速器每天工作12小時。工作壽命8年。要求傳動效率大于85.采用礦物油潤滑。動力粘度系數=.598 214104咖2凡接觸面平均齒寬單位載荷根據上述己知條件，以吼=0=為優化初始點。按照本文所述的優化設計方法可求得優化結果為端面模數吼=1擬母面傾角，4.17.主基半社7，=827，1幾在這結果下。該型蝸輪副的潤滑油膜厚度h，m=般而目在6級加工精度下，蝸桿齒面的粗糙度輪廓算術偏差=，8蝸輪齒面凡2=1.6，綜合粗糙度尺1.7，此時膜厚比為=1=3，2，若按常規設計方法設計。貝，所尸10.03=3，產271於。優化前后的設計結果下434蝸桿的強度和剛度約束為保證蝸桿軸的強度和剛度由，標準得為蝸輪副的中心距。

　　優化結果未優化結果貨卻展爭儉約束下轉第18頁迭代次數線3.

　　6發展中的0入優化方法優化技術也將隨之不斷發展，除了以上提到的特點將越來越明顯之外，將會有許多新的特點出現如離散量的優化問，多目標的優化問等。在現代0他優化技術中興起種被稱為拓撲優化的新方法，該方法己經被些0他軟件包括人陽5在定程度上采用隨著其理論基礎的逐漸成熟，實用性也會逐步提高，相信拓撲優化會是對經典優化方法的個良好補充。

　　設計變量沿13狀態變量幻0浙目標凼攻乃隨迭代次數免化的泠系曲1陳精，蔡國忠。電腦輔助工程分析2王國強。實用工程數值模擬技術及其在胳上的實踐。西北工業大學出版社，1999.

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作者：佚名　　來源：中國潤滑油網